Đồ án Chi tiết máy thiết kế hệ dẫn động băng tải

iết kế các chi tiết máy cho hộp giảm tốc em đã sử dụng và tra cứu các tài liệu sau: - Tập 1 và 2 Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí của PGS.TS-Trịnh Chất và PGS.TS-Lê Văn Uyển. - Tập 1 và 2 chi tiết máy của GS.TS-Nguyễn Trọng Hiệp. - Dung sai và lắp ghép của GS.TS Ninh Đức Tốn. Do lần đầu tiên làm quen thiết kế với khối lượng kiến thức tổng hợp còn có những mảng chưa nắm vững cho nên dù đã rất cố gắng tham khảo các tài liệu và bài giảng của các môn có liên quan song bài làm của em không thể tránh được những sai sót. Em rất mong được sự hướng dẫn và chỉ bảo thêm của các thầy trong bộ môn để em cũng cố và hiểu sâu hơn , nắm vững hơn về những kiến thức đã học hỏi được. Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn các thầy trong bộ môn, đặc biệt là thầy Ngô Văn Quyết đã trược tiếp hướng dẫn, chỉ bảo cho em hoàn thành tốt nhiệm vụ được giao . Một lần nữa em xin chân thành cảm ơn ! -----------------------------------@---------------------------------- Phần I:Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền I.1. Chọn động cơ I.1.1.Xác định công suất cần thiết của động cơ Công suất cần thiết trên băng tảI là : Pbt = (KW) Mô men tác dụng lên trục tang quay của băng tảI là: (KW) Hệ dẫn động làm việc với tải trọng thay đổi theo chu kỳ.Do đó công suất tính toán Pt sẽ được tính bởi công suất tương đương Ptđ Mô men tương đương trên băng tảI : (Nmm) Công suất tương đương Ptđ được xác định bằng công thức: Ptđbt= (KW) Trong đó: là số vòng quay của trục tang quay của băng tải: (vg/ph) Theo CT2.9[1],hiệu suất hệ dẫn động h : Theo sơ đồ đề bài thì : h = hmổ. hkbánh răng. hkhớp nối.hxich. m : Số cặp ổ (m =4); k : Số cặp bánh răng (k = 2),Tra bảng 2.3[1], ta được các hiệu suất: hổ = 0,9925 hbr= 0,97, hk= 1, hx = 0,93 (bộ truyền xích để hở ) Suy ra: h = 0,99254. 0,972. 1.0,93 = 0,85 Công suất tương đương trên trục động cơ là: (KW) I.1.2.Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ. Theo bảng 2.4, chọn tỉ số của hộp giảm tốc đồng trục bánh răng trụ là , truyền động xích (bộ truyền ngoài) làtỉ số truyền của toàn bộ hệ thống là: Số vòng quay sơ bộ của động cơ nsb: (Theo 2.18[1]) nsbđc = nlv . usb = 42.42 =1344 vg/ph Chọn số vòng quay sơ bộ của động cơ là nđb = 1500vg/ph. Quy cách động cơ phải thỏa mãn đồng thời : Pđc Ptddc , nđc » nsb và Theo bảng phụ lục P 1.1[1], với Ptddc =4,85 kw và nđb =1500 vg/ph ,ta chọn được kiểu động cơ là : K132M4 Các thông số kĩ thuật của động cơ như sau : Pđc= 5,5 kW ; ; Vậy động cơ K132M4 phù hợp với yêu cầu thiết kế. Theo bảng phụ lục P1.4[1] có : =32 (mm) I.2. PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN Tỉ số truyền của hệ dẫn động : (theo CT 3.23[1] ) Chọn uxích = 2 Þ uhộp = 17,2 Theo tiêu chuẩn kích thước nhỏ gọn chọn uhộp =16 Ta có : Trong đó : u1 : Tỉ số truyền cấp nhanh u2 : Tỉ số truyền cấp chậm Trong hộp giảm tốc đồng trục ta chọn u1 = u2 Tính lại giá trị uxích theo u1và u2 trong hộp giảm tốc uxích = Kết luận : uh = 16 ; u1 = 4; u2 =4 ; uxích =2,15 -Xác định công xuất, momen và số vòng quay trên các trục. Tính công suất, mô men, số vòng quay trên các trục (I, II, III ) của hệ dẫn động. Công suất trên các trục : nlv = 39 (vg/ph). PIII = = = 4,82 (kW) ; PII = = = 5,01 (kW) ; PI = ==5,20 (kW) ; Số vòng quay trên các trục: nI = nđc=1445(vg/ph) nII = nI/u1 = 1445/4 = 361,25 (v/ph) nIII= nII/u2= 361,25/4= 90,31(v/ph) Mô men trên các trục : TI = 9,55. 106. = 9,55.106. = 34366,78(Nmm). TII = 9,55. 106. 6.= 132444,29 (Nmm). TIII = 9,55. 106. 6.(Nmm). (Nmm). Ta lập được bảng kết quả tính toán sau: Trục Thông số Động cơ I II III Trục ct P (KW) 5,5 5,2 5,01 4,82 4,45 U 1 4 4 2,15 n(vg/p) 1445 1445 361,25 90,31 42 T (Nmm) 36349,48 34366,78 132444,29 509699,92 1011750 Bảng 1 PHẦN II : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN II.1. TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH Công suất tại trục chủ động P1x=PIII= 4,82 kw Số vòng quay của trục chủ động n1x=n3 =90,31 v/ph Tỉ số truyền ux = 2,15 Đường tâm của các đĩa xích làm với phương nằm ngang góc 300 Làm việc 2 ca, tải trọng va đập nhẹ II.1.1. Chọn loại xích Vì tải trọng nhỏ, vận tốc thấp, dùng xích con lăn II.1.2. Xác định các thông số của xích và bộ truyền Xuất phát từ công thức thực nghiệm Z1 = 29 – 2u ³ 19 = 29 – 2.2,15 = 24,7 .Lấy Z1= 25 Do đó số răng đĩa xích lớn Z2 =uz1 = 25.2,15 = 53,75. chọn Z2= 55 <120=Zmax Dạng hỏng chủ yếu và nguy hiểm nhất của xích là mòn, do đó ta tính xích theo độ bền mòn. Theo CT5.3[1], Công suất tính toán Ptx = P1x.k. kz.kn£ [ P0] Trong đó, với z1= 25, kz=z01/z1 = 25/25 = 1 ; với n01= 50 v/ph, kn=n01/n1x = 50/90,31 = 0,55 Hệ số sử dụng K= k0kakđckđkckbt =1.1.1.1.1,25.1,3 = 1,625 ; Theo bảng 5.6[1] ta có; K0 =1( đường tâm các đĩa xích làm với đường nằm nằm ngang góc < 400 ) Ka=1 (chọn a = 40p) Kđc=1 (điều chỉnh bằng một trong hai đĩa xích ) Kđ=1(tải trọng làm việc êm ) Kc=1,25 (làm việc 2 ca ) Kbt= 1,3 (môi trường có bụi, chất lượng bôi trơn II ) Như vậy ; Ptx= 4,82.1,625.1.0,55 = 4,31 kw Theo bảng 5.5[1] với n0 = 50 vg/ph, chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích p = 31,75 mm thoả mãn điều kiện mòn; Ptx < [ P0] =5,83 kW đồng thời theo bảng5.8[1], Ptx < Pmax. . Khoảng cách trục aw34 = 40p =40. 31,75 =1270 mm; Theo CT5.12[1] số mắt xích sẽ là: x= 0,5(z1+z2)+2aw34/p +(z2-z1)2p/(4p2aw34) = 0,5 (25+55) +2.1270.31,75 +(55-25)2/(4p21270) =120,6 .Lấy giá trị chẵn xc=120 và tính lại khoảng cách trục theo công thức; a= 0,25p{x-0,5(z1+z2) + } = 0,25.31,75 {120- 0,5(25+55)+ {[120- 0,5( 25+55)]2- 2(55-25)2/p2}1/2 }=1260,887 ( mm) Để xích không quá căng giảm a một lượng Daw34=(0,002-0,004 )aw34=2,52…5,04 mm. Vởy ta lấy khoảng cách trục là aw34 =1256 mm. -Số lần va đập của xích; i = z1n1x/15x = 25.90,31 /(15.120)=1,25 <[i] =25 II.1.3. Kiểm nghiệm xích về độ bền Để đảm bảo xích không bị phá huỷ do quá tải hệ số an toàn s phảI thoả mãn điều kiện; (theo ct5.15[1]) s = Qx/ (kđFtx +F0x +Fvx) ³ [s] _theo bảng 5.2[1], tải trọng phá hỏng Qx =88500 N =108000N, khối lượng 1 mét xích q=3,8 kg; Kđ =1,2 (hệ số tải trọng động ,với chế độ làm việc trung bình , Tmm=1,4 T1 ); vx =Z1p n1x/60000 =25.31,75.90,31/60000 =1,19 m/s. Ftx =1000 P1x/vx =1000 .4,82 / 1,19 = 4050,42N. Fvx = qv2 = 5,8.1,192= 5,38 N. F0x =9,81kfq aw34 = 9,81.4.3,8.1,256 = 187,28N; trong đó :kf = 4(bộ truyền nghiêng 1 góc 350). Do đó: s = 88500/(1,2.4050,42 +187,28 +5,38) = 17,51 Theo bảng 5.10[1] ,ta có [s] =8,2.Vậy s > [s] : bộ truyền xích đảm bảo đủ bền. II.1.4. Đường kính đĩa xích: Theo ct5.17[1] và bảng 13.4[1]: d1x =p/sin(p /z1) =31,75 /sin(p /25) = 253,324mm d2x = p/ sin(p/z2) = 31,75/sin(p/55) = 556,151 mm da1x= p [0.5 +cotg(p/z1) ] = 267,202 mm da2x= p [0,5 +cotg(p/z2) ] = 571,119 mm df1x= d1x - 2r = 253,324-2.9,6226 = 234,079 mm df2x= d2x – 2r =556,151-2.9,6226 =536,906 mm với : r = 0,5025dl +0,05 = 0,5025.19,05 +0,05 =9,6226 mm và dl =19,05 (bảng 5.2). II.1.5.Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích Theo công thức: sHx = 0,47[kr( FtxKđ +Fvđx_) E/ (Axkd) ]1/2 £ [sHx] trong đó với z1=25, kr1 =0,42 ; z2=55, kr2 =0,23 ; E =2,1.105MPa ; Ax =262 mm2 (bảng 5.12[1] ) ; kd =1 (xích 1 dãy ), Lực va đập trên xích tính theo công thức; Fvđx1=13.10-7n1xp31 = 13.10-7.90,31.31,753.1 =3,75 N Fvđx2=13.10-7n2xp31 = 13.10-7.42.31,753.1 =1,75 N Do đó; sHx1= 0,47.[0,42.(4050,42.1 +3,75)2,1.105/(262.1) ]1/2= 549,08 MPa đĩa xích 2: x2= Z2p n2x/60000 =55.31,75.42/60000 =1,22 m/s Từ đó: Ftx2 =1000 P2x/vx2 =1000 .4,45 / 1,22 = 3647,54 N sHx2 = 0,47.[0,23.(3647,54.1 +1,75)2,1.105/(262.1) ]1/2= 385,5 MPa Như vậy dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB210 sẽ đạt ứng suất cho phép [sH] =600MPa, đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1 và đĩa 2. I.1.5. Xác định lực tác dụng lên trục Frx = kxFt = 1,15.4050,42 = 4657,98 N Trong đó: kx =1,15 –hệ số xét đến trọng lượng của xích tác dụng lên trục (ở đây bộ truyền nghiêng 350 so với phương ngang). Sơ đồ lực tác dụng lên trục:(Hình1) Hình1 II.2. TÍNH BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC II.2.1.Tính toán bộ truyền cấp chậm (bánh trụ răng thẳng). II.2.1.1.Chọn vật liệu. Theo bảng 6.1[1] chọn: Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241 ¸ 285 có: sb3 = 850 MPa ;sch3 = 580 MPa. Chọn HB3 = 250 (HB) Bánh lớn : Thép 45, tôi cải thiện đạt đọ rắn HB 192...240 có: sb4 = 750 MPa ;sch4 = 450 MPa. Chọn HB4 = 245 (HB) II.2.1.2. Xác định ứng suất cho phép. -ứng suất tiếp xúc cho phép: ; Chọn sơ bộ ZRZVKxH = 1 Þ SH : Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc, SH =1,1. : ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở; = 2.HB + 70 Þ s°H lim1 = 570 MPa; s°H lim2 = 560 MPa; KHL= mH: Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc,với mH = 6. NHO: Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc. NHO = 30. H HHB : độ rắn Brinen. NHE: Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương. c: Số lần ăn khớp trong một vòng quay. Ti , ni, ti : Lần lượt là mômen xoắn , số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét. => lấy NHE=NHO để tính => KHL3 = KHL4=1 Þ[sH]3 = ; [sH]4= Vì bộ truyền là bộ truyền bánh trụ răng thẳng nên : ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải của mỗi bánh răng: Theo ct6.13[1]: Bánh 3: [sH]3max=2,8 sch3 =2,8.580 = 1624 Mpa Bánh 4: [sH]4max=2,8 sch4 =2,8.450 = 1260 Mpa Vậy ta chọn [sH]max =1260 Mpa ứng suất uốn cho phép: Chọn sơ bộ:YR.YS.KXF =1 => [sF] =(s°F lim/SF).KFC.KFL Tra bảng 6.2[1]: s°F lim = 1,8.HB ; SF =1,75 ; => s°F lim3 = 1,8.245 = 441MPa. s°F lim4 = 1,8.230 = 414 MPa. KFC: hệ số xét đến ảnh hưởng của đặt tải.Với tải trọng một phía => KFC=1 KFL: hệ số tuổi thọ. KFL= mF: Bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn, với mF = 6. NFO: Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn. NFO = 4.vì vật liệu là thép 45, NEE: Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương. c : Số lần ăn khớp trong một vòng quay. Ti , ni, ti : Lần lượt là mômen xoắn , số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét. Ta có : NFE > NFO => để tính toán lấy NFE =NFO => KFL3 = KFL4=1 Thay vào công thức trên ta được: [sF3 ]=441.1.1/1,75 =252 MPa [sF4 ]= 414.1.1 / 1,75 = 236,5 MPa, Ứng suất uốn cho phép khi quá tải: [sF3]max= 0,8sch3 = 0,8.580= 464MPa; [sF4]max = 0,8sch4 = 0,8.450 = 360MPa; II.2.1.3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục: Theo ct6.15a[1]: aw23 = Ka(u2+1) Với: T3: Mômen xoắn trên trục bánh chủ động của cấp chậm, (Nmm) ; T3= 132444,29 (Nmm) Ka : hệ số phụ thuộc vào loại răng và vật liệu cặp bánh răng ; Theo bảng 6.5[1],với bánh răng thẳng Ka =49,5 Hệ số chiều rộng vành răng Yba = bw/aw1; Theo bảng 6.6[1] chọn Yba =0,4 Tra bảng 6.7[1] ( sơ đồ 4) ta được KHb=1,11 ; [sH]= 481,8 MPa Thay số ta định được khoảng cách trục : aw23= 49,5.(4 +1). (mm) Chọn aw23 = 180 (mm) II.2.1.4. Xác định các thông số ăn khớp * Môđun : m m = (0,01 ¸ 0,02). aw23 = (0,01 ¸ 0,02).180 = (1,8 ¸ 3,6). Theo bảng 6.8 _ bảng về giá trị môđun tiêu chuẩn Chọn m = 2,5 (mm) Số răng bánh nhỏ : Z3 = 2 aw23/ [m(u2 +1)] = 2.180/[ 2,5(4+1)] = 28,8 Lấy Z3=29 răng Số răng bánh lớn: Z4 = u2 Z3 = 4.29 = 116 (răng) => Zt = Z3 + Z4 = 29+ 116 = 145 Tính lại khoảng cách trục : a’w23 = m.Zt/ 2 = 2,5. 145/ 2 = 181,25 (mm) Do đó cần dịch chỉnh để giảm khoảng cách trục từ 181,25 xuống 180 mm Theo CT6.22[1], hệ số dịch tâm: y= aw23/m - 0,5zt =180/2,5-0,5.145 =- 0,5 Theo CT6.23[1]: Ky = 1000y/zt =1000.(- 0,5)/145 =- 3,45 Theo CT6.10a[1] tra được: Kx =- 0,0866 => hệ số giảm đỉnh răng : Dy=kx.zt/1000 = - 0,0124 Theo CT6.25[1] , tổng hệ số dịch chỉnh : xt= y + Dy =(- 0,5)+(- 0,0124) =- 0,5124 Theo CT6.26[1] ,hệ số dịch chỉnh của bánh 3 và bánh 4 là : x3 =0,5[xt – (z4-z3)y/zt] =0,5[- 0,5124- (116-29).(- 0,5)/145] =- 0,11 x4 =- 0,5124- (-0,11) = - 0,4 Theo CT6.27[1] , góc ăn khớp : Cosαtw34 =mzt.cosα/(2aw23) =2,5.145.cos200 /(2.180) =0,95 => αtw34 = 18052’ Như vậy,thông số cơ bản của bộ truyền cấp chậm : - Đường kính vòng chia : d3 = m. z3 = 2,5.29 = 72,5 (mm). d4 = m.z4 = 2,5. 116 =290 (mm). - Đường kính vòng lăn : dw3 =2aw23/(u2+1) =2.180/(4+1)=72 (mm) dw4 = u2. dw3 =4.72 =288 (mm) Đường kính đỉnh răng : da3 = d3 + 2(1+x3-Dy) m =72,5 + 2(1- 0,11+0,0124).2,5=77,01 (mm). da4 = d4 + 2(1+x4-Dy).m =293,06 (mm). Đường kính đáy răng : df3 = d3 –(2,5-2x3)m =72,5-(2,5+2.0,11).2,5=67,5(mm). df4 = d4–(2,5-2x4)m =290-(2,5+2.0,4).2,5=281,75(mm). - Chiều rộng vành răng :bw34=ψba.aw23 =0,4.180 =72 (mm) - Hệ số trùng khớp: εa = 1,88-3,2(1/z3+1/z4) = 1,88-3,2(1/29+1/116) =1,74 II.2.1.5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. Yêu cầu cần phải đảm bảo sH [sH] Theo 6.33[1]: sH = ZM ZH Ze Trong đó : - ZM : Hệ số xét đến ảnh hưởng cơ tính vật liệu; ZM = 274 MPa1/3 (tra bảng 6.5) ; - ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc; ZH = = = 1,81 - Ze : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng; Ze = = =0,87 - KH : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc; KH = KHb.KHVKHa Tra bảng 6.7[1]: KHb = 1,11 Với bánh răng thẳng: KHa=1 Vận tốc vòng bánh dẫn : v = (m/s) Theo bảng 6.13[1] .Chọn cấp chính xác 9, tra bảng 6.16[1] chọn go= 73 Theo công thức 6.42 [1] : Trong đó theo bảng 6.15[1] => dH =0,006 Þ KH = 1,11.1.1,07 = 1,19 Thay các giá trị vừa tính được vào ct6.33[1] : sH = 274.1,81. 0,87.= 443,31 (MPa) Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [sH] = [sH]. ZRZVKxH. Với v = 1,36 (m/s ) Þ ZV = 1 (vì v < 5 m/s ) . Cấp chính xác động học là 9, chọn mức chính xác tiếp xúc là 8. Khi đó cần gia công đạt độ nhám là Ra = 2,5...1,25 mm. Do đó ZR = 0,95, với da< 700(mm). Þ KxH = 1. [sH] = 481,8.1.0,95.1 = 457,7MPa , sH [sH] . Răng thoả mãn về độ bền tiếp xúc. II.2.1.6.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn. Theo ct6.43,6.44[1] : sF3=2T3KFYF3YeYb/(bw34dw3m) £ [sF3] sF4=sF3. YF4/ YF3 Trong đó: Ye là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Ye=1/ εa=1/1,74=0,57 Yb= 1 (bánh răng thẳng) Theo bảng 6.18[1], có YF3= 3,93: YF4=3,654 Theo bảng 6.7, KFb = 1,23; KFa=1,37: theo bảng 6.14 với v< 2,5m/s và cấp chính xác 9. Theo công thức Trong đó theo bảng 6.15 [1], dF= 0,016, theo bảng 6.16[1], g0= 73.Do đó theo công thức KFv=1+nFbw34dw3/(2T3KFbKFa) =1+10,66.72.72/(2.132444,29.1,23.1,37)=1,12 Þ KF=1,23.1,37.1,12=1,82 Vậy sF3= 2.132444,29.1,82.0,57.1.3,93/(72.72.2,5) = 83,33 MPa sF4= sF3 YF4/ YF3 = 83,33.3,654/3,93= 77,48 MPa tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép: [sF3] =[sF3]. YR. Ys. KxF [sF4] =[sF4]. YR. Ys. KxF với m = 2,5 ÞYs= 1,08- 0,0695ln(2,5) = 1,016: YR=1: KxF=1(da< 400), do đó ứng suất uốn cho phép thực tế là [sF3] = 252.1.1,016.1= 256,034 MPa [sF4] = 236,5.1.1,016.1=240,284 MPa sF3, sF4 đều nhỏ hơn các giá trị cho phép, vậy độ bền uốn của răng đảm bảo . II.2.1.7. Kiểm nghiệm răng về quá tải Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy giòn lớp bề mặt, ứng suất cực đại không được vượt quá một giá trị cho phép Hệ số quá tải: Kqt=Tmax/T1=1,4 Theo 6.48[1] : sHmax= sH= 443,31= 524,53MPa < [sH]]max= 1260MPa; sF3max=sF3Kqt= 83,33.1,4 = 116,66MPa < [sF3]max= 464 MPa; sF4max = sF4Kqt = 77,48.1,4 = 108,47MPa < [sF4]max = 360MPa; Vậy răng đủ độ bền về quá tải. II.2.2. Tính toán bộ truyền cấp nhanh (bánh trụ răng thẳng). II.2.2.1.Chọn vật liệu. Do cấp nhanh chịu tải trọng nhỏ hơn cấp chậm khá nhiều nên vật liệuchế tạo bánh răng cấp nhanh không đòi hỏi cao như cấp chậm. Ta chọn thép 45 thường hoá đạt các chỉ tiêu sau: HB1 = 190 (HB) ; sb1 = 600 MPa ;sch1 = 340 MPa. HB2 = 170 (HB) ; sb2 = 600 MPa ;sch2 = 340 MPa II.2.2.2. Xác định ứng suất cho phép. -ứng suất tiếp xúc cho phép: ; Chọn sơ bộ ZRZVKxH = 1 Þ SH : Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc, SH =1,1. : ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở; = 2.HB + 70 Þ s°H lim1 = 450 MPa; s°H lim2 = 410 MPa; KHL= mH: Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc,với mH = 6. NHO: Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc. NHO = 30. H HHB : độ rắn Brinen. NHE: Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương. c: Số lần ăn khớp trong một vòng quay. Ti , ni, ti : Lần lượt là mômen xoắn , số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét. => lấy NHE=NHO để tính => KHL1 = KHL2=1 Þ[sH]1 = ; [sH]2= Vì bộ truyền là bộ truyền bánh trụ răng thẳng nên : ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải của mỗi bánh răng: Theo ct6.13[1]: Bánh 1: [sH]1max=2,8 sch1 =2,8.340 = 952 Mpa Bánh 2: [sH]2max=2,8 sch2 =2,8.340 = 952 Mpa Vậy ta chọn [sH]max =952 Mpa ứng suất uốn cho phép: Chọn sơ bộ:YR.YS.KXF =1 => [sF] =(s°F lim/SF).KFC.KFL Tra bảng 6.2[1]: s°F lim = 1,8.HB ; SF =1,75 ; => s°F lim1 = 1,8.190 =342 MPa. s°F lim2 = 1,8.170 = 306 MPa. KFC: hệ số xét đến ảnh hưởng của đặt tải.Với tải trọng một phía => KFC=1 KFL: hệ số tuổi thọ. KFL= mF: Bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn, với mF = 6. NFO: Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn. NFO = 4.vì vật liệu là thép 45, NEE: Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương. c : Số lần ăn khớp trong một vòng quay. Ti , ni, ti : Lần lượt là mômen xoắn , số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét. Ta có : NFE > NFO => để tính toán lấy NFE =NFO => KFL1 = KFL2=1 Thay vào công thức trên ta được: [sF1 ]=342.1.1/1,75 =195,43 MPa [sF2 ]= 306.1.1 / 1,75 = 174,86 MPa, Ứng suất uốn cho phép khi quá tải: [sF1]max= 0,8sch1 = 0,8.340= 272MPa; [sF2]max = 0,8sch2 = 0,8.340 = 272MPa; II.2.2.3. Xác định thông số của cặp bánh răng: Do hộp giảm tốc đồng trục nên aw12=aw23 =180 mm Chọn mô đun : m=2 mm * Tính số răng của bánh răng: Số răng bánh nhỏ : Z1 = 2 aw12/ [m(u1 +1)] = 2.180/[ 2(4+1)] = 36 (răng) Số răng bánh lớn: Z2 = u1 Z1 = 4.36 = 144 (răng) => Zt = Z1 + Z2 = 36 + 144 = 180 Tính lại khoảng cách trục : a’w12 = m.Zt/ 2 = 2. 180/ 2 = 180 (mm) Do đó không cần dịch chỉnh,tức là x1=x2=0 Theo CT6.27[1] , góc ăn khớp : Cosαtw12 =mzt.cosα/(2aw12) =2.180.cos200 /(2.180) =cos200 => αtw12 = 200 Như vậy,thông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh : - Đường kính vòng chia : d1 = m. Z1 = 2.36 = 72 (mm). d2 = m.z2 = 2. 144 =288 (mm). - Đường kính vòng lăn : dw1 =2aw12/(u1+1) =2.180/(4+1)=72 (mm) dw2 = u1. dw1 =4.72 =288 (mm) Đường kính đỉnh răng : da1 = d1 + 2m =72 + 2.2=76 (mm). da2 = d2 + 2.m =292 (mm). Đường kính đáy răng : df1 = d1 –2,5m =72-2,5.2=67(mm). df2 = d2–2,5m =288-2,5.2=283(mm). - Chiều rộng vành răng :bw12=ψba.aw12 =0,3.180 =54 (mm) ( Với bánh răng cấp nhanh chọn ψba=0,3) - Hệ số trùng khớp: εa = 1,88-3,2(1/z1+1/z2) = 1,88-3,2(1/36+1/144) =1,77 II.2.2.4. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. Yêu cầu cần phải đảm bảo sH [sH] Theo 6.33[1]: sH = ZM ZH Ze Trong đó : - ZM : Hệ số xét đến ảnh hưởng cơ tính vật liệu; ZM = 274 MPa1/3 (tra bảng 6.5) ; - ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc; ZH = = = 1,76 - Ze : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng; Ze = = =0,86 - KH : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc; KH = KHb.KHVKHa Tra bảng 6.7[1]: KHb = 1,08(ψbd=0,53. ψba(u1+1)=0,795) Với bánh răng thẳng: KHa=1 Vận tốc vòng bánh dẫn : v = (m/s) Theo bảng 6.13[1] .Chọn cấp chính xác 8,tra bảng 6.16[1] chọn go= 56 Theo công thức 6.42 [1] : Trong đó theo bảng 6.15[1] => dH =0,006 Þ KH = 1,08.1.1,64 = 1,77 Thay các giá trị vừa tính được vào ct6.33[1] : sH = 274.1,76. 0,86.= 305,67 (MPa) Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [sH] = [sH]. ZRZVKxH. Với v1 =5,4 (m/s ) Þ ZV = 0,85.v0,1=0,85.5,40,1 =1,01(vì v < 5 m/s ) . Cấp chính xác động học là 8, chọn mức chính xác tiếp xúc là 8. Khi đó cần gia công đạt độ nhám là Ra = 2,5...1,25 mm. Do đó ZR = 0,95, với da< 700(mm). Þ KxH = 1. [sH] = 372,727.1,01.0,95.1 = 357,63 MPa Như vậy, sH [sH] Þ Răng thoả mãn về độ bền tiếp xúc. II.2.2.5.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn. Theo ct6.43,6.44[1] : sF1=2T1KFYF1YeYb/(bw12dw1m) £ [sF1] sF2=sF1. YF2/ YF1 Trong đó: Ye là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Ye=1/ εa=1/1,77=0,56 Yb= 1 (bánh răng thẳng) Theo bảng 6.18[1], có YF1= 3,74 ; YF2=3,6 Theo bảng 6.7, KFb = 1,17; KFa=1,27 ; theo bảng 6.14 với v>2,5m/s và cấp chính xác 8. Theo công thức Trong đó theo bảng 6.15 [1], dF= 0,016, theo bảng 6.16[1], g0= 56.Do đó theo công thức KFv=1+nFbw12dw1/(2T1KFbKFa) =1+32,46.54.72/(2.34366,78.1,17.1,27)=2,24 Þ KF=1,17.1,27.2,24=3,33 Vậy sF1= 2.34366,78.3,33.0,56.1.3,74/(54.72.2) = 61,65 MPa sF2= sF1 YF2/ YF1 = 61,65.3,6/3,74= 59,34 MPa tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép: [sF1] =[sF1]. YR. Ys. KxF [sF2] =[sF2]. YR. Ys. KxF với m = 2 ÞYs= 1,08- 0,0695ln(2) = 1,03; YR=1; KxF=1(da< 400), do đó ứng suất uốn cho phép thực tế là [sF1] = 195,43.1.1,03.1= 201,29 MPa [sF2] = 174,86.1.1,03.1=180,11 MPa sF1, sF2 đều nhỏ hơn các giá trị cho phép, vậy độ bền uốn của răng đảm bảo . II.2.2.6. Kiểm nghiệm răng về quá tải Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy giòn lớp bề mặt, ứng suất cực đại không được vượt quá một giá trị cho phép Hệ số quá tải: Kqt=Tmax/T1=1,4 Theo 6.48[1] : sHmax= sH= 305,67=361,67 MPa < [sH]]max= 952 MPa; sF1max=sF1Kqt= 61,65.1,4 = 86,31 MPa < [sF1]max= 272 MPa; sF2max = sF2Kqt = 53,34.1,4 = 83,08MPa < [sF2]max = 272MPa; Vậy răng đủ độ bền về quá tải. Kiểm tra điều kiện bôi trơn của hộp giảm tốc: Điều kiện bôi trơn: -da2: Đường kính của bánh bị dẫn của bộ truyền cấp nhanh. -da4: Đường kính của bánh bị dẫn của bộ truyền cấp chậm. da4 = 293,06(mm); da2 = 292 (mm). Þ c = ; 1 £ c £ 1,3. Vậy bộ truyền thoả mãn điều kiện bôi trơn Các thông số và kích thước của hai bộ truyền: * Bộ truyền cấp nhanh: Khoảng cách trục: aw12 = 180 (mm). Môđun : m = 2 Chiều rộng vành răng: bw12 = 54 (mm). Tỉ số truyền : u1 = 4 Góc nghiêng của răng: b = 0o Số răng của bánh răng: Z1 = 36 , Z2 = 144. Hệ số dịch chỉnh: x1 =0, x2 = 0; Đường kính chia: d1 = 72(mm), d2 = 288 (mm). Đường kính đỉnh răng: da1 = 76(mm), da2 = 292(mm). Đường kính đáy răng: df1 = 67(mm), df2 = 283(mm). * Bộ truyền cấp chậm: Khoảng cách trục: aw23 = 180 (mm). Môđun : m = 2,5 Chiều rộng vành răng: bw34 = 72 (mm) . Tỉ số truyền : u2 = 4 Góc nghiêng của răng: b = 0o Số răng của bánh răng: Z3 = 29 , Z4 =116 Hệ số dịch chỉnh: x3 = -0,11 , x4 = -0,4. Đường kính chia: d3 = 72,5(mm), d4 = 290(mm). Đường kính đỉnh răng: da3 = 77,01(mm), da4 = 293,06(mm). Đường kính đáy răng: df3 = 65,7(mm), df4 = 281,75(mm). Lực ăn khớp trên các bánh răng như sau: Hình2 Độ lớn các lực: Ft13=Ft22=2T1/dw1=2.34366,78/72 =954,63 N Fr13=Fr22= Ft13.tgαtw12 =954,63.tg200=347,46 N Ft23=Ft32=2T2/dw3=2.132444,29/72 =3679,01 N Fr23=Fr32= Ft23tgαtw34=3679,01.tg(18052’) =1257,22 N PHẦNIII. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC . III.1.Chọn khớp nối Loại nối trục đàn hồi . Theo 16.1[2] ta có mô men xoắn tính toán: Tt=k.Tđc ; k_ hệ số chế độ làm việc,hệ dẫn động băng tải Þk=1,2 Þ Tt =1,2.36,34948 =43,624 (Nm) Tra bảng 16.10a kích thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi được tra theo mômem xoắn : T = 125,0 (Nm) d = 32 (mm) D = 125 (mm) dm = 65 (mm) L = 165 (mm) l = 80 (mm) d1 = 56 (mm) Do= 90 (mm) Z = 4 nmax = 4600 B = 5 B1 = 42 l1 = 30 (mm) D3 = 28 (mm) Bảng 16.10b kích thước cơ bản của vòng đàn hồi T = 125,0(N.m) Dc =14 (mm) d1 = M10 D2 =20 (mm) l = 62 (mm) l1 = 34 (mm) l2 = 15 (mm) l3 =28 (mm) h = 1,5 III.2.Thiết kế trục III.2.1. Chọn vật liệu: Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45,tôi cósb= 600 MPa. ứng suất xoắn cho phép [t] = 12..20 Mpa III.2.2. Xác định sơ bộ đường kính trục. Theo ct 10.9 đường kính trục thứ k với k =1..3; (mm) Trục I: TI=34366,78 Nmm ; [t1] =14MPa => (mm) Trục II : TII=132444,29 Nmm ; [t2] =18 MPa => (mm) Trục III :TIII=509699,92 Nmm, [t3] =20 MPa => (mm) Động cơ K132M4 có đường kính trục dđc=32 (mm),ta có thể chọn sơ bộ đường kính các đoạn trục I,II và III như sau : dv1=32 ; d1ngõng =35 ; d13 =38 d2ngõng =35 ; d22=d23 =40 d3ngõng =50 ; d32=35 ; d33=45 Theo đó ta chọn sơ bộ chiều rộng các ổ lăn như sau : B01 = b02=19 (mm) ; b03=27 (mm) III.2.3 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực. Chọn : Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp giảm tốc hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay :k1 =15 (mm) Khoảng cách từ mặt cạnh ổ đến thành trong của hộp :k2 =10 (mm) Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến nắp ổ : k3 =10 (mm) Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông : hn =20 (mm) Chiều dài mayơ bánh xích , bánh răng ,nối trục : lmx = (1,2…1,5)dx = (1,2…1,5)45 = 60(mm) lm12 = (1,4…2,5)dv1 = (1,4…2,5)32 = 50 (mm). lm13 =lm22 = 60 (mm) (kể đến chiều rộng vành răng bw12= 54mm) lm23= lm32 =80 (mm) (kể đến chiều rộng vành răng bw34= 72mm) lm32 = 50 (mm). Khoảng cách l trên trục : Trục I : l12 = - lc12 = - [0,5(lm12+b01) +k3+hn ] = -[0,5(50+19)+10+20] =- 64,5(mm) l13 =0,5(lm13+b01)+k1+k2 = 0,5(60+19)+15+10=64,5 (mm) l11=2l13=2.64,5=129 (mm) Trục III : l32= 0,5(lm32+b03)+k1+k2 = 0,5(80+27)+15+10 =78,5 (mm) l31=2l32=157 (mm) l33 =lc33+l31=157+lc33 =157+0,5(60+27)+10+20=230,5 (mm) Trục II : l22=l13=64,5 (mm) l23=l11+l32+0,5(b01+b03)+k1 =129+78,5+0,5(19+27)+15=245,5 (mm) l21=l23+l32=245,5+78,5=324 (mm) Vậy ta có các khoảng cách : l12=-64,5 ; l13=64,5 ; l11=129 l22=64,5 ; l21=324 ; l23=245,5 l31=157 ; l32=78,5; l33=230,5 Sơ đồ (sơ bộ) khoảng cách của hộp giảm tốc: Hình3 III.2.4 Xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục: - Trục I: Hình4 Ta có: Ft13 = 954,63 N Fr13 = 347,46 N Lực khớp nối có chiều sao cho trục chịu ứng suất lớn nhất, ở đây ta chọn theo phương x, có độ lớn: Fkx = (0,2¸0,3)2.T1/D0 = (0,2¸0,3)2.34366,78/90 = 152,74…229,11 N Lấy Fkx=190,93 N Xác định các phản lực tại các gối đỡ: Ta có: (1) (2) (3) (4) Þ và Trục II: Hình5 Ta có: Ft22 = 954,63 N Fr22 = 347,46 N Ft23 = 3679,01 N Fr23 = 1257,22 N Xác định các phản lực tại các gối đỡ: Ta có: (1) (2) (3) (4) Þ và Trục III: Hình6 Ta có: Ft32 = 3679,01 N Frx = 4657,98 N Fr32 = 1257,22N Xác định các phản lực tại các gối đỡ: Ta có: (1) (2) (3) (4) Þ và III.2.5 Tính chính xác trục III.2.5.1. Trục I. Hình7 Tính các mômen: Mx13 = Y1A.l13 = 173,73.64,5 = 11177,85 Nmm My1A = Fkx.l12 = 190,93.64,5 = 12314,99 Nmm My13 = Ft13.l13/2 + My13/2 =954,63.64,5/2+12314,99/2=34944,31 Nmm Mômen uốn tổng tại các tiết diện Theo ct 10.15 tính mômen uốn tổng tại các tiết diện trên trục : M12 = 0; M1A = 9248,6 Nmm; M1B = 0 M13 = Mômen tương đương tại các tiết diện: Theo ct 10.16 tính mômen tương đương tại các tiết diện trên trục : thay vào ta được : Mtđ1B = 0; Mtđ12 = Mtđ13 = Mtđ1A = Tính đường kính trục tại các tiết diện trục theo công thức: Theo bảng 10.5[1] lấy [s] = 63 MPa. Þ d1B = 0; Xuất phát từ yêu cầu công nghệ và độ bền ta chọn đường kính các đoạn trục như sau: d12 = 32 mm d13 = 38 mm d1A = d1B = 35 mm III.2.5.2. Trục II Hình8 Tính các mômen: Mx23 = Y2D.(l21 - l23) = 1021,79.(324-245,5) = 80132,02 Nmm Mx22 = Y2c.l22 = 582,89.64,5 = 37596,41 Nmm My23 = X2D.(l21 - l23) = 2597,60.(324-245,5) = 203911,6 Nmm My22 = X2C.l22 = 126,78.64,5 = 8177,31 Nmm Mômen uốn tổng tại các tiết diện Theo ct 10.15 tính mômen uốn tổng tại các tiết diện trên trục : M23 = M22 = M2C = M2D = 0 Mômen tương đương tại các tiết diện: Theo ct 10.16 tính mômen tương đương tại các tiết diện trên trục : thay vào ta được : Mtđ2C = Mtđ2D = 0; Mtđ23= Mtđ22 = Tính đường kính trục tại các tiết diện trục theo công thức: Theo bảng 10.5[1] lấy [s] = 63 MPa. d2C = d2D = 0; Xuất phát từ yêu cầu công nghệ và độ bền ta chọn đường kính các đoạn trục như sau: d2C = d2D = 30 mm d23 = 40 mm d22 = 34 mm III.2.5.3. Trục III Hình9 Tính các mômen: Mx32 = Y3E.l32 = 622,16.78,5 = 48839,56 Nmm Mx3G = Frxsin350(l33 - l31) = 4657,98sin350(230,5 - 157) = 196370,69 Nmm My32 = X3E.l32 = 3625,79.78,5 = 284624,52 Nmm My3G = Frx.cos350(l33 - l31) =4657,98.cos350.(230,5 - 157) = 280445,87 Nmm Mômen uốn tổng tại các tiết diện Theo ct 10.15 tính mômen uốn tổng tại các tiết diện trên trục : M3E = M33 = 0; M32 = M3G = Mômen tương đương tại các tiết diện: Theo ct 10.16 tính mômen tương đương tại các tiết diện trên trục : thay vào ta được : Mtđ3E = 0; Mtđ33 = Mtđ32 = Mtđ3G = Tính đường kính trục tại các tiết diện trục theo công thức: Theo bảng 10.5[1] lấy [s] = 50 MPa. Þ d3E = 0; Xuất phát từ yêu cầu công nghệ và độ bền ta chọn đường kính các đoạn trục như sau: d3E = d3G = 50 mm d32 = 52 mm d33 = 48 mm III.3. Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi III.3.1 Kiểm nghiệm trục I - Kết cấu trục I đảm bảo độ bền mõi cần phải thoả mãn điều kiện sau: Trong đó: [s] – hệ số an toàn cho phép, [s] = 1,5...2,5 khi cần tăng độ cứng thì [s] = 2,5... 3. Sj : Hệ số an toàn tính tại tiết diện j. ssj , stj - hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trường hợp ứng suất pháp hoặc ứng suất tiếp xúc tại tiết diện j, được tính theo công thức sau đây: ; Trong đó : s-1, t-1: giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng Vật liệu là thép 45 nên s-1= 0,436sb, t-1» 0,58s-1 s-1 = 0,436.600 = 261,6 MPa t-1 » 0,58s-1 = 0,58. 261,6= 151,728 MPa saj, taj, smj, tmj là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j. Đối với trục quay ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng. Do đó: smj = 0; saj = smaxj = Trục quay 1 chiều ứng suất xoắn thau đổi theo chu kì mạch động tmj = taj = 0,5tmaxj = - Ổ được lắp có độ dôi với trục H7/k6, bánh răng được lắp với trục bằng then kết hợp với lắp chặt H7/k6. - Theo 9.1a[1] ta chọn then ứng với các tiết diện: (12;13) d12 = 32 mm Þ b´h = 10´8 t1 = 5 d13 = 38 mm Þ b´h = 10´8 t1 = 5 - Mômen chống uốn và chống xoắn tại các tiết diện j của trục (theo bảng 10.6[1]) Tính các ứng suất - ys và yt: Hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, tra bảng 10.7[1]: ys = 0,05 yt = 0. - ksdj, ktdj: hệ số xác định theo công thức: - Phương pháp gia công trên máy tiện , tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt Ra = 2,5...0,63μm, do đó theo bảng 10.8[1], hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt kx = 1,06. - Không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt, tra bảng 10.9[1] hệ số tăng bền ky =1 - Tra bảng 10.10[1] es12 = 0,874 et12 = 0,804 es13 = 0,856 et13 = 0,786 es1A = 0,865 et1A = 0,795 ks và kt : Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn, xoắn. Trục lắp với bánh răng, ổ bằng phương pháp độ dôi nên có thể tra bảng 10.11[1] xác định được tỉ số Ks/es và Kt/et tại các tiết diện này ks/es = 2,06 kt/et = 1,64 Tại vị trí lắp bánh răn và khớp nối có rãnh then nên theo bảng 10.12[1] khi dùng dao phay ngón gia công rãnh then, ứng suất tại rãnh then ứng với sb = 600 MPa là ks = 1,76 và kt = 1,54. Þ Xác định được tỉ số ks/es và kt/et tại rãnh then trên tiết diện lắp bánh răng: ks/es = 1,76/0,856 = 2,056 kt/et = 1,54/0,786 = 1,959 Do trên trục chỗ lắp bánh răng có cả 2 nguyên nhân gây ra ứng suất nên ta chọn tỉ số lớn ks/es = 2,06 và kt/et = 1,959 để tính toán. Thay các giá trị vừa tính được ở trên vào công thức tính hệ số an toàn: + Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp + Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp Þ Hệ số an toàn s theo ct 10.19[1]: Tuy s lớn hơn khá nhiếu so với hệ số an toàn cho phép nhưng do yêu cầu lắp ghép không thể giảm bớt đường kính. Kiểm nghiệm độ bền của then Theo 9.1[1] độ bền dập Theo 9.2[1] độ bền cắt Tại tiết diện 12: chọn lt12 = 45 mm. Þ < [sd] = 150MPa < [tc] = 60…90MPa Tại tiết diện 13: chọn lt13 = 50mm. Þ < [sd] = 150MPa < [tc] = 60…90MPa Vậy then tại các tiết diện làm việc an toàn. III.3.2 Kiểm nghiệm trục II - Kết cấu trục II đảm bảo độ bền mõi cần phải thoả mãn điều kiện sau: Trong đó: [s] – hệ số an toàn cho phép, [s] = 1,5...2,5 khi cần tăng độ cứng thì [s] = 2,5... 3. Sj : Hệ số an toàn tính tại tiết diện j. ssj , stj - hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trường hợp ứng suất pháp hoặc ứng suất tiếp xúc tại tiết diện j, được tính theo công thức sau đây: ; Trong đó : s-1, t-1: giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng Vật liệu là thép 45 nên s-1= 0,436sb, t-1» 0,58s-1 s-1 = 0,436.600 = 261,6 MPa t-1 » 0,58s-1 = 0,58. 261,6= 151,728 MPa saj, taj, smj, tmj là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j. Đối với trục quay ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng. Do đó: smj = 0; saj = smaxj = Trục quay 1 chiều ứng suất xoắn thau đổi theo chu kì mạch động tmj = taj = 0,5tmaxj = - Ổ được lắp có độ dôi với trục H7/k6, bánh răng được lắp với trục bằng then kết hợp với lắp chặt H7/k6. - Theo 9.1a[1] ta chọn then ứng với các tiết diện: (22;23) d22 = 34 mm Þ b´h = 10´8 t1 = 5 d23 = 40 mm Þ b´h = 12´8 t1 = 5 - Mômen chống uốn và chống xoắn tại các tiết diện j của trục (theo bảng 10.6[1]) Tính các ứng suất - ys và yt: Hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, tra bảng 10.7[1]: ys = 0,05 yt = 0. - ksdj, ktdj: hệ số xác định theo công thức: - Phương pháp gia công trên máy tiện , tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt Ra = 2,5...0,63μm, do đó theo bảng 10.8[1], hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt kx = 1,06. - Không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt, tra bảng 10.9[1] hệ số tăng bền ky =1 - Tra bảng 10.10[1] es22 = 0,868 et22 = 0,798 es23 = 0,862 et23 = 0,792 ks và kt : Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn, xoắn. Trục lắp với bánh răng, ổ bằng phương pháp độ dôi nên có thể tra bảng 10.11[1] xác định được tỉ số Ks/es và Kt/et tại các tiết diện này ks/es = 2,06 kt/et = 1,64 Tại vị trí lắp bánh răn và khớp nối có rãnh then nên theo bảng 10.12[1] khi dùng dao phay ngón gia công rãnh then, ứng suất tại rãnh then ứng với sb = 600 MPa là ks = 1,76 và kt = 1,54. Þ Xác định được tỉ số ks/es và kt/et tại rãnh then trên tiết diện lắp bánh răng: Tiết diện 22 ks/es = 1,76/0,868 = 2,03 kt/et = 1,54/0,798 = 1,93 Tiết diện 23 ks/es = 1,76/0,862 = 2,04 kt/et = 1,54/0,792 = 1,94 Do trên trục chỗ lắp bánh răng có cả 2 nguyên nhân gây ra ứng suất nên ta chọn tỉ số lớn: Tại tiết diện 22: ks/es = 2,06 Tại tiết diện 23: ks/es = 2,06 kt/et = 1,93 kt/et = 1,94 Thay các giá trị vừa tính được ở trên vào công thức tính hệ số an toàn: + Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp + Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp Þ Hệ số an toàn s theo ct 10.19[1]: Kiểm nghiệm độ bền của then Theo 9.1[1] độ bền dập Theo 9.2[1] độ bền cắt Tại tiết diện 22: chọn lt22 = 45 mm. Þ < [sd] = 150MPa < [tc] = 60…90MPa Tại tiết diện 23: chọn lt23 = 56mm. Þ < [sd] = 150MPa < [tc] = 60…90MPa Vậy then tại các tiết diện làm việc an toàn. III.3.3 Kiểm nghiệm trục III - Kết cấu trục III đảm bảo độ bền mõi cần phải thoả mãn điều kiện sau: Trong đó: [s] – hệ số an toàn cho phép, [s] = 1,5...2,5 khi cần tăng độ cứng thì [s] = 2,5... 3. Sj : Hệ số an toàn tính tại tiết diện j. ssj , stj - hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trường hợp ứng suất pháp hoặc ứng suất tiếp xúc tại tiết diện j, được tính theo công thức sau đây: ; Trong đó : s-1, t-1: giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng Vật liệu là thép 45 nên s-1= 0,436sb, t-1» 0,58s-1 s-1 = 0,436.600 = 261,6 MPa t-1 » 0,58s-1 = 0,58. 261,6= 151,728 MPa saj, taj, smj, tmj là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j. Đối với trục quay ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng. Do đó: smj = 0; saj = smaxj = Trục quay 1 chiều ứng suất xoắn thau đổi theo chu kì mạch động tmj = taj = 0,5tmaxj = - Ổ được lắp có độ dôi với trục H7/k6, bánh răng được lắp với trục bằng then kết hợp với lắp chặt H7/k6. - Theo 9.1a[1] ta chọn then ứng với các tiết diện: (32;33) d32 = 52 mm Þ b´h = 16´10 t1 = 6 d33 = 48 mm Þ b´h = 14´9 t1 = 5,5 - Mômen chống uốn và chống xoắn tại các tiết diện j của trục (theo bảng 10.6[1]) Tính các ứng suất - ys và yt: Hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, tra bảng 10.7[1]: ys = 0,05 yt = 0. - ksdj, ktdj: hệ số xác định theo công thức: - Phương pháp gia công trên máy tiện , tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt Ra = 2,5...0,63μm, do đó theo bảng 10.8[1], hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt kx = 1,06. - Không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt, tra bảng 10.9[1] hệ số tăng bền ky =1 - Tra bảng 10.10[1] es32 = 0,805 et32 = 0,757 es33 = 0,818 et33 = 0,764 es3G = 0,81 et3G = 0,76 ks và kt : Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn, xoắn. Trục lắp với bánh răng, ổ bằng phương pháp độ dôi nên có thể tra bảng 10.11[1] xác định được tỉ số Ks/es và Kt/et tại các tiết diện này (ks/es)32 = (ks/es)3G = 2,52 (kt/et)32 = (kt/et)3G = 2,03 (ks/es)33 = 2,06 (kt/et)33 = 1,64 Tại vị trí lắp bánh răng và khớp nối có rãnh then nên theo bảng 10.12[1] khi dùng dao phay ngón gia công rãnh then, ứng suất tại rãnh then ứng với sb = 600 MPa là ks = 1,76 và kt = 1,54. Þ Xác định được tỉ số ks/es và kt/et tại rãnh then trên tiết diện lắp bánh răng: Tiết diện 32 ks/es = 1,76/0,805 = 2,19 kt/et = 1,54/0,757 = 2,03 Tiết diện 33 ks/es = 1,76/0,818 = 2,15 kt/et = 1,54/0,764 = 2,02 Do trên trục chỗ lắp bánh răng có cả 2 nguyên nhân gây ra ứng suất nên ta chọn tỉ số lớn: Tại tiết diện 32: ks/es = 2,52 Tại tiết diện 33: ks/es = 2,15 kt/et = 2,03 kt/et = 2,02 Thay các giá trị vừa tính được ở trên vào công thức tính hệ số an toàn: + Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp + Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp Þ Hệ số an toàn s theo ct 10.19[1]: Kiểm nghiệm độ bền của then Theo 9.1[1] độ bền dập Theo 9.2[1] độ bền cắt Tại tiết diện 32: chọn lt32 = 70mm. Þ < [sd] = 150MPa < [tc] = 60…90MPa Tại tiết diện 33: chọn lt33 = 56mm. Þ < [sd] = 150MPa < [tc] = 60…90MPa Vậy then tại các tiết diện làm việc an toàn. PHẦNIV : CHỌN Ổ LĂN. IV.1.Chọn ổ lăn cho trục vào của hộp giảm tốc:(TrụcI) Xét tỉ số Fa/Fr : ta thấy tỉ số Fa/Fr = 0 vì Fa = 0, tức là không có lực dọc trục nên ta chọn loại ổ là ổ bi đỡ một dãy, có sơ đồ bố trí như sau: Hình10 Dựa vào đường kính ngõng trục d1A =d1B = 35 mm, tra bảng P2.7[1] chọn loại ổ bi đỡ cỡ trung có kí hiệu : 307 Đường kính trong d = 35mm, đường kính ngoài D = 80 mm Khả năng tải động C = 26,2 kN, khả năng tải tĩnh Co = 17,90 kN; B =21(mm) r = 2,5 (mm) Đường kính bi db = 14,29 (mm) IV.1.2.Kiểm nghiệm khả năng tải : IV.1.2.1. Khả năng tải động: -Vì trên đầu vào có lắp nối trục vòng đàn hồi nên cần chọn chiều của Fkx ngược với chiều đã dùng khi tính trục tức là cùng chiều với lực Ft13. Khi đó phản lực trong mặt phẳng xoz : X1B = ( Ft13.l13 – Fkxl12)/l11 = (954,63.64,5-190,93.64,5)/129=381,85 N X1A = Fkx+Ft13-X1B= 190,93+954,63-381,85=763,71 N Như vậy phản lực tổng trên hai ổ: F1A= F1B= Ta kiểm nghiệm ở ổ chịu tải lớn hơn, Fr 1 = F1A = 783,22 (N) Theo CT11.3[1] với Fa = 0 , tải trọng qui ước : QI = X.V.Fr1.kt.kđ Đối với ổ đỡ chịu lực hướng tâm X= 1 V =1 khi vòng trong quay kt = 1 vì (nhiệt độ t £ 100oC ) kđ = 1 ,tải trọng tĩnh không va đập. Þ QI = 1.1.783,22.1.1 = 783,22 (N) Do tải trọng thay đổi nên ta có tải trọng tương đương : QE= = Q1 Trong đó, Q1=QI=783,22N , m=3 đối với ổ bi. Þ QE= 783,22= 728,53N Theo ct11.1[1], Khả năng tải động : Với L=60.n1.Lh/106=60.1445.13250/106=1148,775 triệu vòng Þ Cd=QE.=0,72853. =7,63 kN Ta thấy khả năng tải động thừa khá nhiều,vì vậy nên chọn cỡ ổ nhẹ hơn,ta chọn cỡ đặc biệt nhẹ,vừa 107 với d=35, C=12,50 kN,C0=8,66 kN,đường kính ngoài D=62,chiều rộng ổ B=14. IV.1.2.2. Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ. Tải trọng tính toán theo ct 11.19[1] với Fa = 0 : Qt = X0.Fr1 Với X0 = 0,6 (tra bảng 11.6[1]) Qt = 0,6.783,22 = 469,932 (N) Theo ct11.20[1] thì Qt = Fr1=783,22 (N) Chọn Qt = 0,78322 kN để kiểm tra vì giá trị lớn hơn. Ta thấy : Qt = 0,78322 kN < C0 = 8,66 kN. Þ khả năng tải tĩnh của ổ được đảm bảo. IV.2 .Chọn ổ lăn cho trục trung gian của hộp giảm tốc.(Trục II) IV.2.1.Chọn loại ổ Do không có lực dọc trục và với đường kính ngõng trục d = 30 (mm) nên ta chọn ổ bi đỡ một dãy,cỡ trung 306 có C=22,0 kN,C0=15,10 kN,d=30 mm,D=72 mm,B=19 mm,r=2,0 mm,đường kính bi rb=12,30 mm.(Bảng P2.7[1]- Phụ lục) Sơ đồ bố trí ổ : Hình11 IV.2.2.Kiểm nghiệm khả năng tải : IV.2.2.1. Khả năng tải động: Phản lực tổng trên 2 ổ C và D : Ta kiểm nghiệm ổ chịu tải lớn nhất với :Fr2=F2D=2791,34 N Theo ct11.3[1], với Fa = 0 , tải trọng qui ước : QII = X.V.Fr2.kt.kđ Đối với ổ đỡ chịu lực hướng tâm X= 1 V =1 khi vòng trong quay kt = 1 (vì nhiệt độ t £ 100oC ) kđ = 1 , tải trọng tĩnh không va đập. Þ QII = 1.1.2791,34.1.1 = 2791,34 (N) Do tải trọng thay đổi nên ta có tải trọng tương đương : QE= = Q1 Trong đó, Q1=QII=2791,34N , m=3 đối với ổ bi. Þ QE= 2791,34= 2596,42 N Theo ct11.1[1], khả năng tải động : Tuổi thọ của ổ lăn : L = Lh.n2.60/106 = 13250.361,25. 60/ 106 = 287,19 triệu vòng Hệ số khả năng tải động : Cd = 2,59642. = 17,13 kN. Do Cd = 17,13 kN < C = 22 kN Þ loại ổ lăn đã chọn đảm bảo khả năng tải động. IV.2.2.2. Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh. Tải trọng tính toán theo ct11.19[1], với Fa = 0 : Qt = X0.Fr2 Với X0 = 0,6 (tra bảng 11.6) Q0 = 0,6.2791,34 = 1674,8 (N) = 1,6748 (kN) Theo ct11.20[1] thì Qt = Fr2 = 2791,34 (N) = 2,79 (kN) Chọn Qt = 2,79 kN để kiểm tra vì giá trị lớn hơn. Ta thấy Qt = 2,79 kN < C0 = 15,1 kN. Þ loại ổ lăn này thoả mãn khả năng tải tĩnh. IV.3. Chọn ổ lăn cho trục ra của hộp giảm tốc:(Trục III) IV.3.1.Chọn loại ổ Do không có lực dọc trục và với đường kính ngõng trục d = 50 (mm) nên ta chọn ổ bi đỡ một dãy,cỡ nhẹ 210 có C=27,50 kN, C0=20,20 kN,d=50 mm,D=90 mm, B=20 mm, r=2,0 mm, đường kính bi rb=12,7 mm.(Bảng P2.7[1]- Phụ lục) Sơ đồ bố trí ổ : IV.3.2.Kiểm nghiệm khả năng tải : IV.3.2.1. Khả năng tải động: Phản lực tổng trên 2 ổ E,G : Ta kiểm nghiệm cho ổ chịu tải lớn hơn với Fr3 = F3G = 5904,84 (N). Theo ct11.3[1],tải trọng quy ước : QIII = X.V.Fr3.kt.kđ Trong đó : Đối với ổ đỡ chịu lực hướng tâm X= 1 V =1 khi vòng trong quay kt = 1 vì (nhiệt độ t £ 100oC ) kđ = 1 , tải trọng tĩnh không va đập. QIII = 1. 1.5904,84.1.1 =5904,84 (N) Do tải trọng thay đổi nên ta có tải trọng tương đương : QE= = Q1 Trong đó, Q1=QIII=5904,84N , m=3 đối với ổ bi. Þ QE= 5904,84= 5492,51 N Theo ct11.1[1], khả năng tải động : Tuổi thọ của ổ lăn : L = 60.n3.Lh/106 = 60.90,31.13250/ 106 = 71,8 triệu vòng Hệ số khả năng tải động : Cd =5,49251. = 22,83 kN. Do Cd =22,83 kN < C = 27,5 kN Þ loại ổ lăn đã chọn đảm bảo khả năng tải động. IV.3.2.2. Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh. Tải trọng tính toán theo ct11.19[1], với Fa = 0 ; Qt = X0.Fr3 Với X0 = 0,6 (tra bảng 11.6[1]) Qt = 0,6.5904,84 = 3542,9 (N) Theo ct11.20[1] thì Qt = Fr3 = 5904,84 (N) = 5,90484 (kN) Þ chọn Qt=5904,84 N để kiểm tra. Ta thấy Qt=5,90484 N < C0=20,20 kN Þ loại ổ lăn này thoả mãn khả năng tải tĩnh. PHẦNV.THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC, BÔI TRƠN VÀ ĐIỀU CHỈNH ĂN KHỚP. V.1.Tính kết cấu của vỏ hộp: Chỉ tiêu của vỏ hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ. Chọn vật liệu để đúc hộp giảm tốc là gang xám có kí hiệu GX 15-32. Chọn bề mặt ghép nắp và thân đi qua tâm trục . Các kích thước cơ bản được trình bày trong bảng2. V.2. Bôi trơn trong hộp giảm tốc: V.2.1.Bôi trơn bánh răng Do vận tốc vòng của cấp nhanh v1=5,4 m/s <12 m/s nên ta dùng phương pháp bôi trơn ngâm dầu. Lấy chiều sâu ngâm dầu lớn nhất khoảng1/3 bán kính của bánh răng lớn Þ hd=41...78 (mm) V.2.2.Bôi trơn ổ. Để bôi trơn ổ ta dùng phương pháp bôi trơn định kì bằng mỡ đối với các ổ nằm trên thành hộp,còn đối với 2 ổ của trục I và trục III nằm giữa hộp ta bôI trơn bằng dầu. V.2.3.Dầu bôi trơn hộp giảm tốc : Chọn loại dầu ôtô máy kéo AK15 để bôi trơn hộp giảm tốc. V.3.Lắp bánh răng lên trục và điều chỉnh sự ăn khớp: V.3.1.Lắp bánh răng lên trục Để lắp bánh răng lên trục ta dùng mối ghép then và chọn kiểu lắp là H7/k6 vì nó chịu tải vừa và va đập nhẹ V.3.2. Điều chỉnh sự ăn khớp: Để điều chỉnh sự ăn khớp của hộp giảm tốc bánh răng trụ này ta chọn chiều rộng bánh răng nhỏ tăng lên 10 % so với chiều rộng bánh răng lớn. Các kích thước của các phần tử cấu tạo nên hộp giảm tốc đúc: Bảng2 Tên gọi Biểu thức tính toán Chiều dày: Thân hộp, d Nắp hộp, d1 d = 0,03.a + 3 = 0,03.180 + 3 = 8mm > 6mm d1 = 0,9. d = 0,9. 8 = 7 mm Gân tăng cứng: Chiều dày, e Chiều cao, h Độ dốc e = (0,8 ¸ 1)d = 6,4 ¸ 8, chọn e = 8 mm h < 5.d = 40 mm Khoảng 2o Đường kính: Bulông nền, d1 Bulông cạnh ổ, d2 Bulông ghép bích nắp và thân, d3 Vít ghép nắp ổ, d4 Vít ghép nắp cửa thăm dầu, d5 d1 > 0,04.a+10 = 0,04.180 + 10 =17,2 Þ d1 = M18 d2 = 0,7.d1 = 0,7. 18 = M12 d3 = (0,8¸ 0,9).d2 Þ d3 = M10 d4 = (0,6 ¸ 0,7).d2 Þ d4 = M8 d5 =( 0,5 ¸ 0,6).d2 Þ d5 = M6 Mặt bích ghép nắp và thân: Chiều dày bích thân hộp, S3 Chiều dày bích nắp hộp, S4 Bề rộng bích nắp hộp, K3 S3 =(1,4 ¸ 1,5) d3 , chọn S3 = 15mm S4 = ( 0,9 ¸ 1) S3 = 15 mm K3 = K2 – ( 3¸5 ) mm = 45 – 5 = 40 mm Kích thước gối trục: Đường kính ngoài và tâm lỗ vít, D3, D2 Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ: K2 Tâm lỗ bulông cạnh ổ: E2 k là khoảng cách từ tâm bulông đến mép lỗ Chiều cao h Định theo kích thước nắp ổ K2 = E2 + R2 + (3¸5) mm = 25 + 16 + 4 = 45 mm E2= 1,6.d2 = 1,6 . 12 = 20mm.Lấy E2=25 mm R2 = 1,3 . d2 = 1,3. 12 = 16 mm k ³ 1,2.d2 =14,4 Þ k = 15 mm h: phụ thuộc tâm lỗ bulông và kích thước mặt tựa Mặt đế hộp: Chiều dày: Khi không có phần lồi S1 Bề rộng mặt đế hộp, K1 và q S1 = (1,3 ¸ 1,5) d1 Þ S1 = 25 mm K1 » 3.d1 » 3.18 =54 mm q = K1 + 2d = 54 + 2.8 = 70 mm; Khe hở giữa các chi tiết: Giữa bánh răng với thành trong hộp Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp Giữa mặt bên các bánh răng với nhau. D ³ (1 ¸ 1,2) d Þ D = 10 mm D1 ³ (3 ¸ 5) d Þ D1 = 30 mm D2 ³ d = 10 mm Số lượng bulông nền Z Z = ( L + B ) / ( 200 ¸ 300) » 1200 / 200 = 6 V.4. Kết cấu bánh răng, nắp ổ, cốc lót ... Vật liệu bánh răng bằng thép, quy mô sản xuất nhỏ, đơn chiéc. Dùng phương pháp dập tạo phôi. Bánh răng lớn được chế tạo lõm dạng nan hoa ở giữa kết hợp với đục lỗ để giảm khói lượng bánh răng và dễ dàng trong vận chuyển cũng như kẹp chặt khi gia công. Tại các cạnh răng có vát mép tránh tạp trung ứng suất. Các kích thước có thể chọn như sau : δ = ( 2,5 ~ 4 ) m > 8 ~ 10 mm hệ số nhỏ dùng cho bánh răng có kích thước lớn l = ( 0,8 ~ 1,8 ) d hệ số nhỏ dùng đối với mối ghép chặt, hệ số lớn dùng với mối ghép di động D = ( 1,5 ~1,8 ) d trong đó hệ số nhỏ dùng với bánh răng chế tạo bằng thép và sử dụng lắp ghép có độ dôi. C = ( 0,2 ~ 0,3 )b do = ( 12 ~ 25 ) mm , đục 4 đến 6 lỗ Bánh răng nhỏ 3 đựoc chế tạo liền trục do khoảng cách từ đáy răng đến đỉnh rãnh then X ≤ 2,5m Nắp ổ được chế tạo bằng gang GX15-32. Trong HGT này ta sử dụng 2 kiểu nắp ổ. Kiểu 1 nắp có lỗ thủng để cho trục xuyên qua, Mặt nắp ổ phình ra tạo bề dày để khoét rãnh lắp vòng phớt. Phần lắp vào lỗ hộp được chế tạo với độ dốc nhỏ để dễ đúc, Đoạn gờ tiếp xúc với thành lỗ hộp không yêu cầu lớn khoảng 3 ~ 4 mm dùng để định tâm nắp ổ . Kiểu nắp 2 tương tự như kiểu 1 nhưng không có lỗ xuyên thủng qua. Mặt nắp ổ lỗm vào nhằm giảm bớt kích thước nắp ổ. Chiều dày bích nắp cả 2 kiểu trên lấy bằng 0,7 ~ 0,8 chiều dày thành nắp ổ. Cốc lót được đặt ở gối trung gian giữa hộp, dùng để đỡ ổ lăn, tạo điều kiện thuận lợi cho việc gia công lỗ gối. Cốc lót được chế tạo bằng gang xám GX15-32, dạng trụ có gờ định vị. Kích thước cốc lót tra trong tài liệu Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí. V.5. Các chi tiết phụ của Hộp giảm tốc - Nút tháo dầu : Sau một thời việc, dầu bôi trơn chứa trong hộp bị bẩn, hoặc bị biến chất, do đó cần phảI thay dầu mới. Để tháo dầu cũ, ở đáy hộp có lỗ tháo dầu. Lúc làm việc, lỗ được bịt kín bằng nút tháo dầu. Kết cấu và kích thước nút tháo dầu tra bảng 18-7 Que thăm dầu : Dùng để kiểm tra mức dầu trong hộp. Có nhiều dạng kiểm tra mức dầu, ta chọn que thăm dầu có kết cấu như hình vẽ Nút thông hơi : Khi làm việc, nhiệt độ trong hộp tăng lên. Để giảm áp suất và điều hoà không khí bên trong và bên ngoài hộp, ta sử dụng nút thông hơi. Nút thông hơi được lắp trên nắp cửa thăm. Kết cấu và kích thước nút thông hơi chọn theo bảng 18-6 như hình vẽ PHẦNVI. LẮP GHÉP VÀ DUNG SAI VI.1.Chọn kiểu lắp Ưu tiên sử dụng hệ thống lỗ vì khi đó có thể tiết kiệm được chi phí gia công nhờ giảm bớt được số lượng dụng cụ cắt và dụng cụ kiểm tra khi gia lỗ . Kiểu lắp phối hợp trên bản vẽ : lắp nắp ổ lăn lên vỏ H7/d11 ;lắp bạc chặn giữa bánh răng và ổ lăn H7/h6 ; lắp báng răng lên trục H7/k6 Để thuận tiện khi lắp ổ lăn ta chọn kiểu lắp ổ lăn lên trục k6 ; kiểu lắp ổ lăn lên vỏ hộp H7, cho cả ba cặp ổ . Sai lệch giới hạn của kích thước then theo chiều rộng b - h9 Sai lệch giới hạn của rãnh then trên trục , ghép trung gian - N9 VI.2 . Dung sai Để lắp ghép vòng trong lên trục và vòng ngoài lên vỏ ,người ta sử dụng các miền dung sai tiêu chuẩn của trục và lỗ theo TCVN 2245-7 phối hợp với các miền dung sai của các vòng ổ. Bảng thống kê các kiểu lắp và trị số của sai lệch giới hạn của các kiểu lắp Vị trí Kiểu lắp Sai lệch giới hạn của trục(μm) Sai lệch giới hạn của lỗ(μm) TrụcI – bánh răng Φ38H7/k6 Trục II-bánh răng Φ34H7/k6 Φ40H7/k6 TrụcIII-bánh răng Φ52H7/k6 B¹c chÆn-trôcI Φ35D11/k6 Bạc chặn -trụcII Φ30D11/k6 Bạc chặn -trụcIII Φ50D11/k6 Lỗ hộp –ổ lăn Trục I Φ62H7 Lỗ hộp –ổ lăn Trục II Φ72H7 Lỗ hộp –ổ lăn Trục III Φ90H7 Trục I -ổ lăn Φ35k6 Trục II -ổ lăn Φ30k6 Trục III -ổ lăn Φ50k6 Đĩa xích-trụcIII Φ48H7/h6 Khớp nối-trụcI Φ32H7/h6 Lỗ hộp –nắp ổ Trục I Φ62H7/d11 Lỗ hộp –nắp ổ Trục II Φ72H7/d11 Lỗ hộp –nắp ổ Trục III Φ90H7/d11 Then trục I,II b=10 mm N9/h9 h9 N9 Then trụcII,III b=12,b=14 N9/h9 h9 N9 B¶ng3 Tài liệu tham khảo. [1] - Trịnh Chất, Lê Văn Uyển – Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1 – Nhà xuất bản Giáo Dục. Hà Nội 2001. [2] - Trịnh Chất, Lê Văn Uyển – Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 2 – Nhà xuất bản Giáo Dục. Hà Nội 2001. [3] – Ninh Đức Tốn – Dung sai và lắp ghép. Nxb Giáo Dục. Hà Nội 2004. [4] - Nguyễn Trọng Hiệp–Chi tiết máy, tập 1, 2. NxbGiáoDục.Hà Nội 1994. Hết